圆锥破碎机设计说明书

1、本科生毕业论文（设计）题目圆锥破碎机的设计系另H机械工程系专业机械设计制造及其自动化技术学生姓名学号100920508年级2010级指导教师二0一四年四月三十日本科毕业论文圆锥破碎机的设计 圆锥破碎机的设计专业:机械设计制造及其自动化学生:指导老师:摘要在全球经济发展的大环境之下，我国各个行业在受到其他国家先进技术冲击的同时，与国外品牌企业的沟通交流的机会也变的越来越多。圆锥破碎机行业通过行业展会、科研合作等多种途径，不断的提高了自身实力和核心竞争力，缩小与发达国家之间的差距。在新的市场需求的驱动下，矿山开采设备的更新和优化升级更加迫切。国内圆锥破碎机设备生产企业充分挖掘市场潜力，大力发展大型

2、环保节能的圆锥破碎机械设备，在绿色环保化矿山开采的转变中挥积极作用。一般生产大型圆锥破碎机设备的企业对设备环保指数上都有严格的要求。各企业在生产设备时，都充分考虑到设备在运行中可能会出现的种种问题，从而减少设备因为振动或者操作不当而引起的噪音大、污染重等现象。国内圆锥破碎机设备的研发及制造要与全球号召的低碳经济、绿色世界主题保持一致。加大圆锥破碎机设备新型节能绿色环保圆锥破碎机的研发及生产是行业发展的大趋势，同时也迎合了国内基础建设发展的需求。破碎机的发展与人类社会的进步和科学技术的水平密切相关。随着科学技术的发展，各学科间相互渗透，各行业间相互交流，广泛使用新结构、新材料、新工艺，目前破碎机

3、正向着大型、高效、可靠、节能、降耗和自动化方向发展。本文介绍了圆锥破碎机的结构组成、工作原理以及主要零部件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验该圆锥式破碎机的优点是传动链短、效率高、易加工、使用和维护都很方便，较适合在恶劣的环境下工作。圆锥破碎机广泛应用于金属矿山、冶金工业、化学工业、建筑工业、水泥工业及砂石行业等，适用于中、细碎普氏硬度f=5-16的各种矿山和岩石，如铁矿石、有色金属矿石、花岗岩、石灰岩、石英岩、沙岩、鹅卵石等。它工作时，电机通过三角带、传动轴、传动齿轮带动偏心套旋转，动锥在偏心套作用下做旋摆运动，使动锥和定锥时而靠近时而偏离。物料在破碎腔内不断受到挤压、冲击而破碎，破碎的

4、物料经筛选靠自重从下部排出。关键词：圆锥破碎机；中心距；弯曲疲劳强度；弯曲许用应力AbstractUndertheglobaleconomicdevelopmentenvironment,Chinasvariousindustriesinothercountriesbytheadvancedtechnologyofimpactatthesametime.MoreandmoreenterpriseswithforeignbrandcommunicationopportunitieswillbecomeConecrusherindustrythroughavarietyofwaysindustry

5、exhibition,scientificresearchcooperationAvarietyofapproachesofscientificresearchcooperationConstantlyimprovetheirownstrengthandcorecompetitivenessShortenthegapwiththedevelopedcountries.Thisarticleismainlyofthepneumaticmanipulatortheoveralldesign,andpneumaticdesign.Thismechanismofmanipulatorincludesc

6、ylindersandclawsandconnectorsparts,itcanmoveaccordingtotheduetrackonthemovementofgrabbing,carryingandunloading.Thepneumaticpartofthedesignisprimarilytochoosetherightvalvesanddesignareasonablepneumaticcontrolloop,bycontrollingandregulatingpressure,flowanddirectionofthecompressedairtomakeitgettheneces

7、sarystrength,speedandchangedthedirectionofmovementintheprescribedprocedurework.Smalltwistedpaperbrokenmachineforordinaryhome,notonlycanbeusedformincedmeat,canalsobeusedwithcrushedpeanuts,crushedice,spicesandotherfood,smallpowerrequirements,poweredbythemotordrive,reasonablestructuredesign,canmeetthef

8、amilykitchengenerallymeatfoodconsistingmainlyofmincedrequired.aslocanaccordingtoafixedproceduretomovingobjectsorcontroltools.Itcanreplacetheheavylaborinordertoachievetheproductionmechanizationandautomation,andcanworkindangerousworkingenvironmentstoprotectthepersonalsafety,Thereforewidelyusedinmachin

9、ebuilding,metallurgy,electronics,lightindustryandatomicenergysectors.Keyword:conecrushercentre-to-centrespacingendurancebendingstrengthshearortransversebending.目录TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 摘要1 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document Abstract2第一章绪论错误!未定义书签。 HYPERLINK l b

10、ookmark16 o Current Document 圆锥破碎机的发展概况4 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 圆锥破碎机的应用4 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 各种圆锥破碎机的特点4 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 圆锥破碎机的发展方向5第二章弹簧圆锥破碎机的总体方案及结构设计5 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 2.1圆锥破碎机的工作原理.5 HYPERLINK l bookmark

11、26 o Current Document 2.2圆锥破碎机的结构和布置形式5圆锥破碎机的结构6圆锥破碎机的布置方式6 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 第三章圆锥破碎机的设计计算7电动机的选择及轴的计算8 HYPERLINK l bookmark30 o Current Document 主电动机的选择及传动比的分配9电动机的选择10 HYPERLINK l bookmark36 o Current Document 3.2传动装置的运动和动力参数的选择和计算11 HYPERLINK l bookmark70 o Current Docume

12、nt 3.3传动零件的设计计算12齿轮的计算12齿轮的校核13传动轴的设计计算14主轴的设计计算14偏心轴套与止推盘的设计15破碎锥的摆动次数15电动机功率15结构参数选择与计算16分矿口与接矿漏斗16给矿口与排矿口宽度17啮角17偏心距和动锥摆动行程18破碎腔的平行碎矿区18 HYPERLINK l bookmark274 o Current Document 3.8带传动的设计18设计功率Pd193.8.2选定带型19传动比20小带轮基准直径20大带轮基准直径21带速验算22初定轴间距22所需带的基准长度23实际轴间距24小带轮包角263.8.11单根V带的基本额定功率27i1时单根V带型

13、额定功率增量27V带的根数273.8.14单根V带的预紧力28作用在轴上的力28带轮的结构和尺寸283.9压缩弹簧的设计30 HYPERLINK l bookmark326 o Current Document 第四章各主要零件强度的校核计算314.1滚动轴承的校核及寿命计算32 HYPERLINK l bookmark346 o Current Document 第五章圆锥破碎机的运动学与动力学34 HYPERLINK l bookmark348 o Current Document 圆锥破碎机的运动学36 HYPERLINK l bookmark358 o Current Document

14、 圆锥破碎机的动力学37 HYPERLINK l bookmark378 o Current Document 致谢40 HYPERLINK l bookmark380 o Current Document 参考文献41第一章绪论机械工业是国民的装备部，是为国民经济提供装备和为人民生活提供耐用消费品的产业。不论是传统产业，还是新兴产业，都离不开各种各样的机械装备，机械工业所提供装备的性能、质量和成本，对国民经济各部门技术进步和经济效益有很大的和直接的影响。机械工业的规模和技术水平是衡量国家经济实力和科学技术水平的重要标志。因此，世界各国都把发展机械工业作为发展本国经济的战略重点之一。机械工程的

15、服务领域广阔而多面，凡是使用机械、工具，以至能源和材料生产的部门，都需要机械工程的服务。概括说来，现代机械工程有五大服务领域：研制和提供能量转换机械、研制和提供用以生产各种产品的机械、研制和提供从事各种服务的机械、研制和提供家庭和个人生活中应用的机械、研制和提供各种机械武器。不论服务于哪一领域，机械工程的工作内容基本相同，主要有：建立和发展机械工程的工程理论基础。例如，研究力和运动的工程力学和流体力学；研究金属和非金属材料的性能，及其应用的工程材料学；研究热能的产生、传导和转换的热力学；研究各类有独立功能的机械元件的工作原理、结构设计和计算的机械原理和机械零件学；研究金属和非金属的成形和切削加

16、工的金属工艺学和非金属工艺学等等。研究、设计和发展新的机械产品，不断改进现有机械产品和生产新一代机械产品，以适应当前和将来的需要。机械产品的生产，包括：生产设施的规划和实现；生产计划的制订和生产调度；编制和贯彻制造工艺；设计和制造工具、模具；确定劳动定额和材料定额；组织加工、装配、试车和包装发运；对产品质量进行有效的控制。机械制造企业的经营和管理。机械一般是由许多各有独特的成形、加工过程的精密零件组装而成的复杂的制品。生产批量有单件和小批，也有中批、大批，直至大量生产。销售对象遍及全部产业和个人、家庭。而且销售量在社会经济状况的影响下，可能出现很大的波动。因此，机械制造企业的管理和经营特别复杂

17、，企业的生产管理、规划和经营等的研究也多是肇始于机械工业。机械产品的应用。这方面包括选择、订购、验收、安装、调整、操作、维护、修理和改造各产业所使用的机械和成套机械装备，以保证机械产品在长期使用中的可靠性和经济性。机械产品的应用。这方面包括选择、订购、验收、安装、调整、操作、维护、修理和改造各产业所使用的机械和成套机械装备，以保证机械产品在长期使用中的可靠性和经济性。研究机械产品在制造过程中，尤其是在使用中所产生的环境污染，和自然资源过度耗费方面的问题，及其处理措施。这是现代机械工程的一项特别重要的任务，而且其重要性与日俱增。机械的种类繁多，可以按几个不同方面分为各种类别，如：按功能可分为动力

18、机械、物料搬运机械、粉碎机械等；按服务的产业可分为农业机械、矿山机械、纺织机械等；按工作原理可分为热力机械、流体机械、仿生机械等。另外，机械在其研究、开发、设计、制造、运用等过程中都要经过几个工作性质不同的阶段。按这些不同阶段，机械工程又可划分为互相衔接、互相配合的几个分支系统，如机械科研、机械设计、机械制造、机械运用和维修等。这些按不同方面分成的多种分支学科系统互相交叉，互相重叠，从而使机械工程可能分化成上百个分支学科。例如，按功能分的动力机械，它与按工作原理分的热力机械、流体机械、透平机械、往复机械、蒸汽动力机械、核动力装置、内燃机、燃气轮机，以及与按行业分的中心电站设备、工业动力装置、铁

19、路机车、船舶轮机工程、汽车工程等都有复杂的交叉和重叠关系。船用汽轮机是动力机械，也是热力机械、流体机械和透平机械，它属于船舶动力装置、蒸汽动力装置，可能也属于核动力装置等等。19世纪时，机械工程的知识总量还很有限，在欧洲的大学院校中它一般还与土木工程综合为一个学科，被称为民用工程，19世纪下半叶才逐渐成为一个独立学科。进入20世纪，随着机械工程技术的发展和知识总量的增长，机械工程开始分解，陆续出现了专业化的分支学科。这种分解的趋势在20世纪中期，即在第二次世界大战结束的前后期间达到了最高峰。由于机械工程的知识总量已扩大到远非个人所能全部掌握，一定的专业化是必不可少的。但是过度的专业化造成知识过

20、分分割，视野狭窄，不能统观和统筹稍大规模的工程的全貌和全局，并且缩小技术交流的范围，阻碍新技术的出现和技术整体的进步，对外界条件变化的适应能力很差。封闭性专业的专家们掌握的知识过狭，考虑问题过专，在协同工作时配合协调困难，也不利于继续自学提高。因此自20世纪中、后期开始，又出现了综合的趋势。人们更多地注意了基础理论，拓宽专业领域，合并分化过细的专业。械工程以增加生产、提高劳动生产率、提高生产的经济性为目标来研制和发展新的机械产品。在未来的时代，新产品的研制将以降低资源消耗，发展洁净的再生能源，治理、减轻以至消除环境污染作为超经济的目标任务。机械可以完成人用双手和双目，以及双足、双耳直接完成和不

21、能直接完成的工作，而且完成得更快、更好。现代机械工程创造出越来越精巧和越来越复杂的机械和机械装置，使过去的许多幻想成为现实。人类现在已能上游天空和宇宙，下潜大洋深层，远窥百亿光年，近察细胞和分子。新兴的电子计算机硬、软件科学使人类开始有了加强，并部分代替人脑的科技手段，这就是人工智能。这一新的发展已经显示出巨大的影响，而在未来年代它还将不断地创造出人们无法想象的奇迹。人类智慧的增长并不减少双手的作用，相反地却要求手作更多、更精巧、更复杂的工作，从而更促进手的功能。手的实践反过来又促进人脑的智慧。在人类的整个进化过程中，以及在每个人的成长过程中，脑与手是互相促进和平行进化的。人工智能与机械工程之

22、间的关系近似于脑与手之间的关系，其区别仅在于人工智能的硬件还需要利用机械制造出来。过去，各种机械离不开人的操作和控制，其反应速度和操作精度受到进化很慢的人脑和神经系统的限制，人工智能将会消除了这个限制。计算机科学与机械工程之间的互相促进，平行前进，将使机械工程在更高的层次上开始新的一轮大发展。19世纪时，机械工程的知识总量还很有限，在欧洲的大学院校中它一般还与土木工程综合为一个学科，被称为民用工程，19世纪下半叶才逐渐成为一个独立学科。进入20世纪，随着机械工程技术的发展和知识总量的增长，机械工程开始分解，陆续出现了专业化的分支学科。这种分解的趋势在20世纪中期，即在第二次世界大战结束的前后期

23、间达到了最高峰。综合-专业分化-再综合的反复循环，是知识发展的合理的和必经的过程。不同专业的专家们各具有精湛的专业知识，又具有足够的综合知识来认识、理解其他学科的问题和工程整体的面貌，才能形成互相协同工作的有力集体。综合与专业是多层次的。在机械工程内部有综合与专业的矛盾；在全面的工程技术中也同样有综合和专业问题。在人类的全部知识中，包括社会科学、自然科学和工程技术，也有处于更高一层、更宏观的综合与专业问题。随着社会的进步，原材料消耗不断增加，导致富矿资源日益枯竭，矿石品位日趋贫化。以我国冶金矿山为例，铁矿石平均品位31%、锰矿石品位22%。绝大多数的原矿需要破碎和选矿处理后才能成为炉料。破磨作

24、业是选矿的龙头，也是能耗、钢耗的大户。因此，节能、降耗是破磨设备研究的主题，“多碎少磨”是节能、降耗的重要措施，其关键问题是降低破碎产品的最终粒度。圆锥破碎机的生产效率高，排料粒度小而均匀，可将矿岩从350mm破碎到10mm以下的不同级别颗粒，可以满足入磨粒度的需要，成为金属矿山选矿厂的主要破碎设备。破碎机的发展与人类社会的进步和科学技术的水平密切相关。随着科学技术的发展，各学科间相互渗透，各行业间相互交流，广泛使用新结构、新材料、新工艺，目前破碎机正向着大型、高效、可靠、节能、降耗和自动化方向发展。破碎机的发展状况我国从1953年开始生产侧面排矿的旋回破碎机，于1958年自行设计制造中心排矿

25、的500、700、900、1200旋回破碎机之后，为了适应水泥行业的需要，1959年又制造了700、1000、1200鳄式破碎机，并制造了500、700、900、1200、底部单缸液压旋回破碎机。为了满足冶金工业发展需要，我国于1970年研制了大型旋回破碎机。也曾设计制造顶部单缸900液压旋回破碎机，并装有自动调整排料口与过铁报警装置，但在某矿使用不佳。经过多年实践摸索，于80年代研制1200/140轻型底部单缸液压旋回破碎机，经运转实践证明效果很好。近几年又研制出PX1400/170底部单缸液压旋回破碎机，其设计能力为1750th/,实际达到2508th/,是设计值的1.6倍，同时其排料中细

26、颗粒含量较多，大于排料口尺寸的颗粒仅占17.4%。目前机械式旋回破碎机将逐渐被液压旋回破碎机所代替。圆锥破碎机是1953年开始仿苏2100和1“O弹簧圆锥破碎机而设计。1954年开始自行设计生产了1200弹簧圆锥破碎机。1958年又设计制造了大型2200弹簧圆锥破碎机。70年代已研制出1200，1650，2200多缸液压圆锥破碎机的系列产品。后经多年反复研制与实践，相继克服了旧系统弹簧不足，零件强度低以及结构上的某些缺点，现己批量生产的新系列弹簧破碎机有600，900，1200，1750，2200五个规格十四种腔型，底部单缸液压圆锥破碎机有900，1200，1650，2200四个规格十二种型腔

27、。目前圆锥破碎机己达到系列化，规格化和标准化的程度，可以说产品齐全，使用可靠，深受国内外用户欢迎。特别是上海建设路桥机械设备有限公司是破碎机专营厂家，其破碎机质量优良驰名国内外。总体上讲，国产圆锥破碎机与世界先进国家同类型破碎机比较，在质量和性能上还有差距。为赶超世界先进水平，近年沈阳重型机器厂引进美国诺得贝格(Nordberg)公司西蒙思S(ymons)旋盘式圆锥破碎机技术(Gyrdasiocrushesr)，并合作生产系列圆锥破碎机产品。此外，某选矿公司引进美国阿利斯卡尔默斯(AllisChalmer)s公司(以下简称AC公司)底部单缸液压圆锥破碎机和旋盘式破碎机。某铜矿引进美国AC公司中

28、细碎液压圆锥破碎机。有的水电站采用48ni和66ni旋盘破碎机，用与人工造沙。600、900破碎机在某金矿使用效果也很好。圆锥破碎机的应用圆锥破碎机适用于冶金、建筑、筑路、化学及硅酸盐行业中原料的破碎，根据破碎原理的不同和海量产品颗粒大小不同，又分为很多型号。破碎机广泛运用于矿山、冶炼、建材、公路、铁路、水利和化学工业等众多部门。圆锥破碎机破碎比大、效率高、能耗低，产品粒度均匀，适合中碎和细碎各种矿石，岩石。1.3各种圆锥破碎机的特点国内外圆锥破碎机有许多类型，各型破碎机性能都不一样，同一种机型，不同的生产厂家，其产品性能也会有所不同。现就国内已有的圆锥破碎机各机型与性能进行比较，从中可以看出

29、哪种破碎机的性能更优越，进而找出圆锥破碎机的发展方向。由于西蒙斯破碎机的性能远优于传统的弹簧式圆锥破碎机，所以近年来国内各破碎机制造厂纷纷开发这种破碎机，国产传统弹簧圆锥破碎机越来越少。近年来，新制订的弹簧圆锥破碎机国家标准（报批稿）与西蒙斯圆锥破碎机的参数基本相近，故传统弹簧圆锥破碎机迟早会被淘汰。表1给出了诺得伯格公司的西蒙斯、旋盘式、G型单缸液压圆锥破碎机和HP系列多缸液压圆锥破碎机的主要性能指标。由表1数据可知，生产能力最高和能耗最低的是HP系列破碎机，产品粒度也是HP系列破碎机最好。旋盘式破碎机能耗高，而其产量又比西蒙斯破碎机稍低，然而小于5mm粒级的产量大于西蒙斯破碎机，因此，该机

30、虽然能耗高，但它可给下段磨机提供更多的细粒原料，使磨机达到“多碎少磨”的节能效果。从这个观点来说，旋盘式破碎机优于西蒙斯破碎机，但不如HP系列破碎机。所以，诺得伯格公司自称HP系列破碎机为新的第三代产品。G型破碎机与西蒙斯破碎机相比还是优于弹簧破碎机。从上述4种破碎机的比较结果可知，旋盘式与HP系列破碎机采用层压破碎原理，可以实现选择性破碎，所以这两种机型性能优越；而HP系列破碎机不仅采用层压破碎，又是一种高能圆锥破碎机，所以它的性能更加优越。Svedala集团生产的H1000系列和山特维克公司生产的H1800系列单缸液压圆锥破碎机都是来自美国阿利斯一查尔默斯Allis-Chalmars）公司

31、（简称AC公司）的H系列高能圆锥破碎机。山特维克公司称H1800系列是第三代产品，也是一种高能圆锥破碎机。惯性圆锥破碎机也是一种高能圆锥破碎机。现将上述3种高能圆锥破碎机的主要性能列于表2。由表2数据可知H-8000超细型与HP700细型相比，后者粒度细，产量高，能耗低，但前者破碎比稍大些。H-8000细型与HP700中型相比，后者产量高许多，能耗也比较低，但HP700质量并不轻，因为表2中的质量不包括破碎机液压系统部分。H-8000细型KMQ-2200惯性破碎机相比，后者性能优于前者，但它的质量是前者的2.1倍，惯性破碎机破碎比很大，可以简化破碎工艺流程，这又是一个很大的优点。KMQ-220

32、0与HP700中型破碎机相比，后者粒度10mm以下产290t/h比前者12m以下的产量300t/h少10t/h，但粒度2mm；后者能耗为1.724kWh/t,前者为2.00kWh/1；从破碎机质量来看，前者为140t，但它的破碎比较大，这两种破碎机性能都比H1000系列破碎机优越。原因是虽然表2中列举的破碎机都属高能破碎机，但H1000系列破碎机不是采用层压破碎原理，不能实现选择性破碎。此外，H1000系列和G型破碎机同样具有前述单缸液压圆锥破碎机的优点，而且带有最先进的计算机自动控制系统。山特维克H1800系列比H1000系列破碎机更优越，可以认为它是一种高能层压圆锥破碎机。通过前述比较可以

33、认为HP系列和H1800系列破碎机是当今世界上最先进的两种破碎机，并受到国内外用户的好评。1.4圆锥破碎机发展方向从前述的两种圆锥破碎机发展历程可知，HP系列圆锥破碎机，先是对破碎机内部结构参数进行优化组合，第二阶段是将“层压破碎”用于圆锥破碎机，第三阶段是完成了“高能层压”圆锥破碎机；H1800系列圆锥破碎机，先是对老单缸机的改进、第二阶段是提出了“高能”圆锥破碎机、第三阶段进一步完善高能圆锥破碎机、第四阶段完成了“高能层压”圆锥破碎机。虽然两种破碎机发展创新之路不同，但最终结果是一样的，都研制成了高能层压圆锥破碎机。他们的圆锥破碎机发展创新之路，对我们研制开发新型圆锥破碎机很有启发。圆锥破

34、碎机发展方向就是借用HP多缸机的优越性能和吸收单缸机结构简单等优点并把两者的优点集中到一种圆锥破碎机上。这样，就会创新出一种既具有多缸机性能优越又有单缸机结构简单的新型圆锥破碎机，这就是走引进、消化吸收，再创新的发展创新之路。破碎机的研制首先是使它能够借用层压破碎原理达到选择性破碎的目的。为此，圆锥破碎机创新的基本点是，采用优化腔型，大底锥角、大摆程、高摆频，对破碎机内部结构进行优化组合再输入高能量。综合分析结果，在上述创新基点和创新途径的基础上我们找到了圆锥破碎机创新之路并设计出了这种独特的圆锥破碎机。所谓独就是我们独家所有，有所谓特就是特点，这种破碎机集中了HP系列和H1800系列圆锥破碎

35、机的优点，取长补短，并克服了它们各自的缺点。目前，浙江双金机械集团有限公司正在研制这种破碎机。第二章圆锥破碎机的总体方案及结构设计2.1圆锥破碎机的工作原理工作时，电动机的旋转通过皮带轮或联轴器、传动轴和圆锥部在偏心套的迫动下绕一固定作旋摆运动，从而使圆锥破碎机的破碎壁时而靠近又时而离开固装在调整套上的轧白壁表面，使矿石在破碎腔内不断受到冲击，挤压和弯曲作用而实现矿石的破碎。在不可破异物通过破碎腔或因某种原因机器超载时，弹簧保险系统实现保险，排矿口增大，异物从破碎腔排出，如异物卡在排矿石可使用清腔系统，使排矿继续增大，使异物排除破碎腔。在弹簧的作用下，排矿口自动复位，机器恢复正常工作。2.2圆

36、锥破碎机的结构和布置形式2.2.1圆锥破碎机的结构圆锥破碎机的组成部分主要有机架部分；传动轴部分；偏心轴套部分;球面轴承部分；动锥部分；调整环部分。布置方式电动机的旋转通过皮带轮或联轴器、传动轴和圆锥部在偏心套的迫动下绕一固定作旋摆运动，从而使圆锥破碎机的破碎壁时而靠近又时而离开固装在调整套上的轧白壁表面，使矿石在破碎腔内不断受到冲击，挤压和弯曲作用而实现矿石的破碎。在不可破异物通过破碎腔或因某种原因机器超载时，弹簧保险系统实现保险，排矿口增大，异物从破碎腔排出，如异物卡在排矿石可使用清腔系统，使排矿继续增大，使异物排除破碎腔。在弹簧的作用下，排矿口自动复位，机器恢复正常工作。第三章圆锥破碎机

37、的设计计算3.1主电动机的选择及传动比的分配3.1.1电动机的选择根据工作要求及工作条件，选用破碎机专用电动机，又根据工况选择YZR280M-10型电动机，额定功率P=55kw,同步转速n=556r/min.3.1.2传动比的分配根据PYB900标准圆锥破碎机的实际工作的空偏心轴转数nw=335r/min,得：n5561n335w3.2传动装置的运动和动力参数的选择和计算3.2)3.3)3.4)0轴（电动机轴）：p55KWon556r/minoPT9.55x106ono=9.55x106x竺9.45x105Nmm5561轴（小齿轮轴）：Pi=P联=555O98=539溯3.5)n=n=556r

38、/min103.6)PT=9.555106-11n153.9=9.5551065=9.265105Nmm5563.7)2轴（筒体）p=p5耳5耳=53.950.9850.95=50.18KW21承齿n=335r/minw3.9)PT=9.555106-22nw=9.55510655018=1.435106Nmm3353.10)3.3传动零件的设计计算3.3.1齿轮的计算1初步计算1）材料选择因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr（调质），硬度241HB286HB,平均取为280HB，大齿轮用45钢（调质），硬度229HB286HB,平均取为240HB。选齿轮精度为7级。2）节锥角的

39、计算i二cot513.11)5=arccoti=arccot1.66=22。220613.12)5二90。22。22”06”=67。67”54”23.13)由文献2表14-3-3可知,z=Lcos5=251cos22o2206=15.8minsin2a1sin2203.14)式中，h*齿顶高系数，h*=1。aa取小齿轮齿数z二30,1z=iz=166x30=49.821取大齿轮齿数z二50。23.15)3）根据工作条件的要求，大端模数为m=12（4）齿轮分度圆的直径d=mz=12x30=360mm11d=mz=12x50=600mm225)锥距(360、2丿2=349.86mm6）齿轮齿顶、齿

40、根圆直径由文献3表10-9可知,齿顶高h=h*m=1x12=12mmaa齿顶圆直径（3.16）3.17）（3.18）（3.19）（3.20）d=d+2hcos5=360+2x12xcos22。2206”=382mm(3.21)a11a1d=d+2hcos5=600+2x12xcos67。6754”=610mm(3.22)a22a2齿根高h=C*+c*:=(1+0.2)x12=14.4mm(3.23)fa齿轮基圆直径d=d(10.5Q)=360(10.5x0.28)=313.95mm(3.24)m11Rd二dG-0.5Q)=600(1-0.5x0.28)=528mm(3.25)m22R(7)齿宽

41、3.26)由文献2表14-3-3可知，bFrR=28x349*86=97.96mm8)节圆周速度兀dnv=60 x1033.14x360 x55660 x103=10.48m/s3.27)齿轮的校核(I)校核齿面接触疲劳强度1)接触应力的计算由文献4表5-39可知，齿面接触应力计算公式，即二ZZHEI2KTJu2+1bd2(1-0.5)2xU_3.28)确定公式内的各计算数值计算载荷系数电动机驱动，载荷平稳，由文献4表5-2可知，取Ka二1A平均分度圆直径d二d(1-0.5Q)=360(1-0.5x0.28)=313.95mmTOC o 1-5 h zm11R平均分度圆圆周速度v=竺吕=3.1

42、4x313.95x556=9.14m/sm6000060000 HYPERLINK l bookmark126 o Current Document 由文献4图5-4(a)可知，按工=9.14x302.7405，得K二1.24；100100Vb97.96由文献4图5-7(b)可知，按？二一一二0.272，齿轮悬臂布置，K=1.21；d36001由文献4表54可知，K=1.1；a二1x1.24x1.21x1.1二1.65由文献1表10-6可知，弹性系数Z二189.8；E节点区域系数计算得，=2.49sinacosasin20ocos20o1.662+1x二106.32MPa1.662x1.65x

43、9.26xl05g二2.49x189.8H97.96x3602x(1-0.5(/R1)接触疲劳强度的许用应力由文献4表5-28可知，许用接触应力计算公式，即gg=hhZZZZ(3.29)HPSNXWLVRHmin确定公式内的各计算数值小齿轮的接触疲劳强度极限g二600MPaHlim1最小安全系数S=1.0Hmin由文献1,10-13可知，计算应力循环系数N二60njL二60 x360 x1x5x365x24二9.461x10811h由文献1图10-19可知，查得接触疲劳寿命系数Z二0.87，N1尺寸系数Z二1X工作硬化系数，按Z=1.2-HB-130=1.11w1700润滑油膜影响系数，Z二0

44、.85LVR计算得，G=600 x0.87x1x1.1x0.85=443.7MPaHP1由于g二106.32MPag二443.7MPa，故安全。HHP(II)校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根应力的计算由文献4表5-55可知，弯曲应力计算公式，即2KT1bdm(1-0.5)21RYYFaSa3.30)确定公式内的各计算数值由文献1表10-5可知，Y二2.85,Fa1由文献1表10-5可知，Y二1.54,Sa1计算得，x2.85x1.54二42.85MPa2x1.65x9.26x105F197.96X360 x12-0.5x0.282)弯曲强度的齿根许用应力由文献4表5-31可知，齿根许用应力计算公

45、式，即gY/、G二_FlimSTYY(3.31)HPSNXFmin确定公式内的各计算数值弯曲疲劳极限g二300MPaFlim齿轮的应力修正系数Y二2.0ST弯曲强度的最小安全系数S二1.4Fmin弯曲疲劳寿命系数Y二0.93，Y二0.96N1N2弯曲疲劳的尺寸系数Y二0.85X计算得，armcg=Jx0.93x0.85=338.8MPaFi1.4(3)由于G二42.85MPaA耳=130 x3：竺=60.25mmoini5560根据工作条件，取d=90mm（2）传动轴受力分析2Tt亍m12x9.26x105360二5144.44NF=Ftgacos5=5144.44xtg20。xcos2222

46、06=1731.54Nrt1F二Ftgasin222206”二5144.44xtg20。xsin222206二712.57Nat3.32)3.33)3.34)3.35)(3)绘制传动轴的受力简图，如图所示，求支座反力垂直面支反力：由YM二0，得：C570RL-FL-F=0(3.36)BY2r3a2RBYFL+F360/2r3aL21731.54x202.5+712.57x360/2_們疋叫761.53.37)由工Y_0，得:R_F+R_1731.54+629.13_2360.67NCYrBY水平面支反力：由工M_0，得：3.38)CRL-FL_0BZ2t3RBZFL_t3L25144.44x2

47、02.5761.51368.02N由工Z_0，得:R_F+R_1731.54+1368.02_3099.56N(3.39)CZrBZ作弯矩图：垂直面弯矩M图：YC点M_RL_629.13x761.5_479082.495Nmm(3.40)CYBY2水平面弯矩M图：ZC点M_RL_2360.67x202.5_478035.675Nmm(3.41)CZBZ2合成弯矩M图：C点M=；M2+M2_、479082.4952+478035.6752_676785.153Nmm(3.42)CYCZ作转矩T图：T_3.2x106Nmm6）校核轴的强度：由文献1，15-53.43）=60MPa。因此,按弯扭合成

48、应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。可知，取a=0.6，轴的计算应力0.1x1503a=評2+（叫）2=、如6785.1532+（%X9.261=14.3MPaca选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1可知，L-1aS=1.53.50)3.51)3.52)故该轴在截面V左侧的强度是足够的。截面V右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1x1303=219700mm3抗扭截面系数W二0.2d3二0.2x1303二439400mm3T截面V左侧的弯矩M为截面V上的扭矩T为截面上的弯曲应力705M=676785.153x=626570.628MPa761.

49、5T=3200000MPa&=M=626570.628=2.85MPabW219700截面上的扭转切应力3200000439400二7.28MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献1附表3-2查取。因&T-=丄=0.023,d130a=2.05，a=1.3&T又由文献1附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q=0.83，q=0.87&T故有效应力集中系数按文献1，附3-4为k二1+q(a-1)二1+0.83x(2.05-1)二1.87&3.53)k二1+q(a1)二1+0.87x(1.31)二1.26TTT由文献1附图3-2可得轴的截面形状系数为二0.58&由文献1附图3-3可得轴的材

50、料的敏感扭转剪切尺寸系数为二0.76T综合系数为k11.871二=+1二+1二3.41P0.580.84&k11.261=f+1二+1二1.84P0.760.84TT所以轴在截面V左侧的安全系数为275S&T&=-1=28.29K+申3.41x2.85+0.1x0&a&mT275=-1=24.96KtTa+VTm1.84x苓+0.05x苓am22SS兀S=二=28.29%24.96=18.72S=1.5ca.；S2+S228.292+24.962T故该轴在截面V左侧的强度是足够的。3.4主轴的设计计算主轴是圆锥破碎机的最关键零件，对于保证破碎机正常运转和提高破碎机能力有着重要的意义。主轴设计首

51、先是确定它的受力情况。破碎机工作时，由于制造、安装、检修等原因，常会出现主轴压在锥衬套下口的情况。我们就按主轴处于最不利的这种情况作为主轴受力状态，并且按承受最大破碎力F和正常破碎力F两种集中载荷（图4.9）计算主轴的强度取动锥为分离体，用图解可以求得F和F对O点的力矩R0R0maxmaxM二FLpR02M二FL0maxR20max将M和M分解到动锥平面和垂直于进动平面的力矩pPmaxM二FcosqL二McosQPR02PMr二FcospL二McosppmaxR2p0maxmaxMb二FsinpL二MsinppR02Mb二Msinppmaxpmax3.54)3.55)3.56)3.57)3.5

52、8)3.59)衡,和F对O点的力矩所平Romax式中申一偏心套给主轴的反力F与进动平面的夹角，一般申=1525。R0TOC o 1-5 h z此外，动锥在进动平面内还作用着旋回力矩M和重力矩M=GlsinY，故SG00M二Mt-M+M(3.60)PPsGM=Mr-M+M(3.61)PmaxpmaxSGM二Mb(3.62)BpM二Mb(3.63)BmaxpmaxTOC o 1-5 h z所以，动锥上各力对O点的总力矩为:M=；M2+M2 HYPERLINK l bookmark264 o Current Document O*rB HYPERLINK l bookmark84 o Current

53、 Document M=*M2+M2OmaxtrmaxBmaxM和M被偏心轴套给主轴下端的实际反力FOomaxR(3.64)已知FF二MLRO2F二MLROmax2iilaXb后，把动锥的主轴看成悬臂梁，则其危险断面上的弯曲应力为碣4.9主轴受力分解图b二F0.1必(3.65)(3.66)图4.10主轴受力分解图uuumax=FlOld3btR1：u0max(3.67)O所以：对于强度限为5065MPa的优质钢，0=100120MPa；qt=200240MPa。uu利用上述方法，可以求得主轴危险断面bb的直径d。然后，根据破碎机的进动角丫、锥衬套的结构尺寸大小以及主轴与锥衬套上下口间隙，便可决

54、定主轴下端直径d的值。主轴上部与动锥内孔相配合部位的轴向的尺寸，可按设计确定的破碎2腔椎体部分尺寸并参考实际资料确定。主轴与椎体内孔相配合部位的直径，可参考实际资料确定。动锥体内孔与主轴采用过盈配合，早期生产的破碎机采用H7/V6，由于两配合面松动现象时有发生，以及这种配合产生很大的应力集中，断轴的现象时有发生，故后期生产的破碎机椎体与主轴采用H7/S6配合，效果较好。设计主轴时，应特别注意：适当加大不同直径交界面的圆角；保证所必须的制造精度和表面粗糙度，尽量减少应力集中；若条件允许，在椎体球面与主轴配合部位两侧增加卸载槽。偏心轴套与止推盘的设计由最大破碎力F产生的最大力矩M，应被偏心轴套上的

55、支反力F对0max0maxR0max点的力矩所平衡，则F二M；1(3.68)ROmaxn0max式中lF作用线到球面中线0点的力臂。nROmax破碎机大锥齿轮是固装在偏心轴套的头部，两者为同一中心线。当破碎机工作时，由于大锥齿轮与偏心轴套不是绕它本身中心线旋转，是以直衬套间隙之半为半径绕破碎机中性线作圆周运动，所以破碎了一对齿轮在运转过程中产生附加的冲击振动和附加的滑动磨损，致使齿轮寿命缩短，甚至打牙齿。对此问题作如下分析，若能使大锥齿轮绕固定中心线旋转，可消除由于大锥齿轮这种特殊的运动状态带来的上述问题，因此，可使大锥齿轮中心孔与偏心轴套中心线偏离一个距离，即使大锥齿轮内孔中心线与机架(直衬

56、套)中心线相重合。这样，大锥齿轮不论在破碎机有载时还是无载时，它都是绕着破碎机固定中心线旋转所以，这样改后的一对锥齿轮传动，基本上保证了一对齿轮正确的啮合条件，从而消除了所产生的附加冲击振动和附加滑动磨损。具体可以改变大锥齿轮内孔中心位置，也可以改变与大锥齿轮内孔相配合部位偏心轴套的中心位置。铸铁偏心轴套本身结构尺寸，可根据已有实际资料确定。偏心轴套支撑在止推轴承上，止推轴承有两种：一种是平面滚动轴承，一种是平面滑动轴承。后者是止推盘组成，其中有用两块盘的，有用三块盘的，也有用四块盘的。上盘主动，最下盘是固定的，中间盘是浮动的。由于两块盘相对运动速度较大，磨损快，其中浮动盘的相对速度较低，磨损

57、较轻。但盘数太多，结构复杂而且累积较大，为了调整齿轮间隙，常在最下盘下面加数片较薄的垫片，而且现场都用没经加工的铁皮垫片，这样，累积误差较大，使偏心轴套产生歪斜，导致破碎机事故发生。因此，设计止推盘时，就该同时设计不同厚度的调整垫片，当然这些垫片都应经过切削加工的，这样给用户带来方便。已知本圆锥破碎机直衬套内径d=690mm、直衬套高度为880mm、承压面积S=5795cm2。按正常平均压力2MPa计算,可求得直衬套与锥衬套的正压力为Rb二680000N。当偏心套转速为200r/min时，可求得单位压力P=1.17MPa；pV=8.45MPam/s。当润滑条件较好时，其pV值为812MPam/

58、s，在条件允许范围内。3.6破碎锥的摆动次数圆锥破碎机破碎锥的倾角a1较小，在破碎锥下部还有不同长度的平行破碎区，所以破碎了的矿石几乎没有可能自由落下，多半靠矿石自重沿破碎锥斜面而排出，因此，圆锥破碎机破碎锥的摆动次数是根据它的排矿特点来进行计算的。图3.3表示已破碎的矿石从平行碎矿区的始点滑到末点时所受的力：矿石重力分力Gsina、摩擦力cosa和离心惯性力P。但是，惯性力P随时间而改变自己的11方向，在破碎锥摆动一次的时间内，它对矿石下滑的影响平均为零，因此可以不考虑。由图3.3知矿石沿破碎锥平行破矿区下滑时产生的加速度按下式确定：(3.9)G/ga=Gsina-fGcosa图3.3矿石在

59、破碎锥上所受的力所以a=g(sina-fcosa)式中f矿石与破碎锥表面的摩擦系数，一般f=0.250.35；g一重力加速度，g=9.8m/s2。假设矿石以等加速度在破碎锥摆动一次时间t秒内滑过平行碎矿区长度l厘米，故l=1/2at2=l/2g(sina-fcosa)(60/n)2(3.69)11则n=1330*(sina一fcosa”l次/分公式系指标准型原汁破碎机而言。上述理论计算公式根据全部矿石都按自由下滑的条件来考虑，事实上必须有一部分矿石呈现跳跃式运动，不能保证矿石在平行区内受12次破碎，可能造成产品粒度过大。因此，适当地提高按上述公式计算的圆锥破碎机的转速(可提高10%)，既可以增

60、大矿石在破碎腔内特别是在平行区内的受冲击次数，使合格产品粒度增多，破碎机本身产量增加，同时，还可以减少闭路碎矿作业中的矿石循环量和对筛面的磨损，而且有利于提高下段破碎或磨损设备的产量。但是转速也不能过高，以免过分增加破碎矿石时的离心力，反而影响矿石下滑速度，影响排矿和产量。圆锥破碎机实际摆动次数可以用经验公式计算n二1000/D次/分(3.70)式中D破碎锥底部直径，米；兀取3.14；所以n=1000/3.140.9=335次/分3.7电动机功率根据最大破碎力所产生的阻力矩，来计算破碎机安装功率的理论公式，不仅误差大也不尽合理。但根据实际资料，可以经研究总结出来经验公式。P二50D2KO(3.